车用普通锥齿轮式差速器的设计毕业汇报总结

毕业设计说明书（论文）

作者: 学号：1101504109

学院: 交通工程学院

专业: 车辆工程

题目: 车用普通锥齿轮式差速器的设计

副教授

指导者：

评阅者：

2014 年0

月

6

目录

1 绪论............................................................................................... 错误!未定义书签。

1.1背景和意义 ................................................................................ 错误!未定义书签。

1.2汽车锥齿轮式差速器的概述 (1)

1.2.1汽车锥齿轮式差速器的差速原理 (2)

1.3 本文研究的内容....................................................................... 错误!未定义书签。

2 锥齿轮式差速器参数的计算、强度校核和材料选择 (4)

2.1 初始数据的来源与依据 (4)

2.2 锥齿轮式差速器齿轮参数的确定.......................................... 错误!未定义书签。

2.3 差速器齿轮的几何计算图表.................................................. 错误!未定义书签。

2.4 锥齿轮式差速器齿轮材料的选择.......................................... 错误!未定义书签。

2.5 差速器齿轮的强度计算 .......................................................... 错误!未定义书签。

2.6 半轴直径的初选及强度计算 (14)

2.7 半轴花键的计算 (14)

2.8 十字轴的计算 (15)

3 锥齿轮式差速器的实体建模...................................................... 错误!未定义书签。

3.1 建模工具的选择....................................................................... 错误!未定义书签。

3.2 锥齿轮式差速器建模的过程.................................................. 错误!未定义书签。

3.2.1 一些零件的建模过程........................................................... 错误!未定义书签。

4 锥齿轮式差速器的虚拟装配...................................................... 错误!未定义书签。结论. (20)

致谢 (21)

参考文献 (22)

1绪论

1.1 背景和意义

在汽车行业发展的初期，法国雷诺汽车公司的创始人雷诺先生最先发明了汽车差速器，汽车差速器作为汽车必不可少的部件之一曾经被汽车专家们誉为“小零件大功用”[1]。差速器之所以有如此的美名，在于汽车转弯行驶时，由于汽车的内、外两侧车轮在同一时间内要移动不同的距离，而外轮移动的距离要比内轮转过的路程大，就会造成汽车转弯困难，而差速器就可以解决此类问题。那么什么是差速器？简单一点的说就是由六个齿轮所组成。复杂一点，就是由一组行星齿轮组成，核心是两个行星齿轮和两个与左右后轮传动轴相连接的半轴齿轮。为了节省空间和材料，现代的差速器很少使用经典的平面齿轮了，更多的是使用曲齿圆锥齿轮、交错轴斜齿轮、准双曲面齿轮甚至蜗杆来代替平面齿轮，但基本的六个齿轮的结构一直延续了下来。为了节省空间，现代的差速器很少使用经典的平面齿轮了，更多的是使用曲齿圆锥齿轮、交错轴斜齿轮、准双曲面齿轮甚至蜗杆，但基本的六个齿轮的结构一直延续了下来。在此基础上有发明了限滑差速器、机械式限滑差速器、螺旋齿轮限滑差速器、滚珠锁定限滑差速器等，而锥齿轮式差速器由于技术成熟、安全、可靠、结构简单等优点，一直被延续的使用下来。差速器的作用就是将主减速器传来的动力传给左、右两半轴，并在转弯行驶时允许左、右两半轴以不同转速旋转（差速作用）。它对提高汽车的燃油经济性、安全性和汽车各的零件的使用寿命具有非常重大的意义。在本世纪六七十年代，世界经济发展进入了一个高速增长期，而在2008年开始的全球金融危机又让汽车产业在危机中有了发展的机遇，人类的富裕使人们享受生活，追求乐趣，有额外的钱购买汽车，所以轿车的销量逐年上升，在世界各处都有非常广阔的前景和市场[2]。

目前国内重型汽车的差速器产品的技术基本上都源自于美国、德国、日本、法国等几个传统的工业强国，而我国现有的技术基本上是在引进国外的基础上引进和发展

起来的，而且已经有了初步的发展规模，并在此基础上有了一定的创新。但是目前我国差速器的自主开发能力仍然很弱，影响了整车新车的开发，在差速器的技术开发上还是有很长的路要走[3]。

1.2 汽车锥齿轮式差速器的概述

目前国产轿车及其它类汽车基本都采用了对称式锥齿轮式普通差速器。对称式锥齿轮差速器由行星齿轮、半轴齿轮、行星齿轮轴（十字轴或一根直销轴）和差速器壳等组成（如图1-1）。

图1-1 普通的锥齿轮式差速器

1-轴承；2-螺母；3-锁止垫片；4-差速器左壳；5-螺栓；6-半轴齿轮垫片；7-半轴齿轮；8-行星齿轮轴；9-行星齿轮；10-行星齿轮垫片；11-差速器右壳；12-轴承；13-螺栓；

14-锁止垫片

大多数汽车采用行星锥齿轮式差速器，普通锥齿轮差速器由两个或者四个圆锥行星齿轮、行星齿轮轴、两个圆锥半轴齿轮与左右差速器壳等构成。

切诺基的开式差速器的结构，是非常典型的行星齿轮组结构，只不过太阳轮和外齿圈的齿数是一样的。在这套行星齿轮组里，主动轮是行星架，被动轮是两个太阳轮。通过行星齿轮组的传动特性我们知道，如果行星架作为主动轴，两个太阳轮的转速和转动方向是不确定的，甚至两个太阳轮的转动方向是相反的。

车辆在直线行驶时，差速器给两个半轴传递的扭矩相同。在一个驱动轮悬空情况下，如果传动轴是匀速转动，有附着力的驱动轮是没有驱动力的，如果传动轴是加速转动，有附着力的驱动轮的驱动力等于悬空车轮的角加速度和转动惯量的乘积。 车辆转弯而且轮胎不打滑的状态下，和差速器连接的两个半轴的扭矩方向是相反的，给车辆提供向前的驱动力只有内侧的车轮，行星架和内侧的太阳轮之间由等速传动变成了减速传动，驾驶感觉就是弯道加速比直道加速更有力。

开式差速器的优点就是在铺装路面上转行行驶的效果最好。缺点就是在一个驱动轮丧失附着力的情况下，另外一个也没有驱动力，开式差速器的适用范围是所有铺装路面行驶的车辆，前桥驱动和后桥驱动都可以安装[4]。

1.2.1 汽车锥齿轮式差速器的差速原理

如图1-2所示，对称式锥齿轮差速器是一种行星齿轮机构。差速器壳3与行星齿轮轴5连成一体，形成了行星架。因为它又与主减速器从动齿轮6固连在一起，固为主动件，设其角速度为0ω；半轴齿轮1和2为从动件，其角速度为1ω和2ω。A 、B 两点分别为行星齿轮4与半轴齿轮1和2的啮合点。行星齿轮的中心点为C ，A 、B 、C 三点到差速器旋转轴线的距离均为r 。

图1-2 锥齿轮式差速器的工作原理

当行星齿轮只是随同行星架绕差速器旋转轴线公转时，显然，处在同一半径r 上

的A 、B 、C 三点的圆周速度都相等（图1-2左），其值为0ωr 。于是1ω=2ω=0ω，即差速器不会起到差速的作用，所以半轴角速度等于差速器壳3的角速度。

当行星齿轮4除公转外，还绕本身的轴5以角速度4ω自转时（图1-2），啮合点A 的圆周速度为1ωr =0ωr +4ωr ，啮合点B 的圆周速度为2ωr =0ωr -4ωr 。就会有 1ωr +2ωr =（0ωr +4ωr ）+(0ωr -4ωr )

即 1ω+ 2ω=20ω （1-1）

若角速度以每分钟转数用n 表示，则有

0212n n n =+ （1-2） 式（1-2）为两半轴齿轮直径相等的对称式圆锥齿轮差速器的运动特征方程式，它表明左右两侧半轴齿轮的转速之和等于差速器壳转速的两倍，而与行星齿轮转速无关。因此在汽车转弯行驶或其它行驶情况下，都可以借行星齿轮以相应转速自转，使两侧驱动车轮以不同转速在地面上滚动而无滑动。由式1-2）还可以得知：a 当任何一侧半轴齿轮的转速为零时，另一侧半轴齿轮的转速为差速器壳转速的两倍；b 当差速器壳的转速为零，若一侧半轴齿轮受其它外来力矩而转动，则另一侧半轴齿轮即以相同的转速反向转动[5]。

1.3 本文研究的内容

差速器结构设计是其零部件三维建模的基础，必须要综合考虑匹配的车型、空气的阻力、变速器和主减速器的传动比、动力总成特性参数、汽车通过性参数、平均路面条件等。为此，将其结构设计主要内容和思路简述如下：

一般需依据汽车设计的规范，查阅设计公式图表进行差速器齿轮（包括半轴齿轮、行星齿轮）的基本参数（包括各齿轮齿数、压力角、模数、行星齿轮安装尺寸等）选择和计算，再进行差速器齿轮几何尺寸计算与强度的校核。由于行星齿轮在差速器工作中经常只起到等臂推力杆的作用，因此仅在左、右车轮有转速差时行星齿轮和半轴

齿轮间才会有相对滚动，故可对差速器齿轮不考虑其疲劳寿命，仅进行弯曲强度校核即可，强度校核中差速器锥齿轮的材料一般可选为40Cr、20CrMoTi和20CrMo等。壳体的厚度主要决定因素是差速器壳体强度，在满足强度和足够的安全系数条件下，壳体厚度应可能尽量的小，以减轻总体重量，节约成本，提高经济性。同时差速器壳体的结构参数大小还与半轴的结构参数有关，特别是与半轴的直径的关系最为密切。如半轴与差速器连接处的花键的齿数、模数及直径直接决定了差速器壳沿驱动轴方向的长度[6]。

2 锥齿轮式差速器参数的计算、强度校核和材料选择

2.1 初始数据的来源与依据

本次设计必须知道汽车的载重量、发动机的额定功率、最大转矩、最高时速和变速箱的传动比；主减速器传动比。知道这些我才能对差速器的尺寸进行选择和材料的确定，本设计选取的货车满载时的总质量为9290kg，发动机的额定功率为99kw(当发动机转速为3000r/min时)；发动机的额定转矩为353m

N?（当发动机转速在1200～1400r/min时），最大转矩158m

N?；货车的最高速度为90km/h；额定载质量为5000kg。此次选用五档变速器，为了满足设计要求，我初选一档变速器传动比为7.31，我再按照汽车传动系各档的传动比是按照等比级数分配的，本设计相邻两档的比值为1.62.所以二档为7.31/1.62=4.51,依次可得三档、四档、五档的传动比分别为2.79、1.72、1。倒档为7.66。本次设计选用的主减速器传动比为6.33。

2.2 锥齿轮式差速器齿轮参数的确定

1.行星齿轮数目n的确定

行星齿轮数目需要根据承载情况来选择，在承载不大的情况下可以取两个，反之

n=。

则取四个。本次设计的载货汽车承载能力强，应该选择四个行星齿轮，即4

2.行星齿轮球面半径b R 的确定以及节锥距0A 的计算

行星齿轮背面的球面半径b R 是行星齿轮的基本尺寸参数，其反映了差速器

圆锥齿轮节锥距0A 的大小和承载能力。b R 可以根据如下经验公式确定：

3d T B B K R = （2-1） 在上式中：b K 是行星齿轮球面半径的系数，b K 可取范围2.5～2.96， 对于有四个行星齿轮的轿车和公路用货车最好取小值，对于有两个行星齿轮

的轿车以及有四个行星齿轮的越野车和矿用车，取大值。此处，可取b K =2.7。

d T 是差速器计算转矩，()min ,d Gm G

e Gs T T T T ==,N m ?

b R 是球面半径，单位：mm

（1）转矩的计算从动锥齿轮计算转矩Ge T

max 10d e f Ge K T K i i i T n η

??????= （2-2）

上式中：Ge T 是计算转矩，单位：N m ?

d K 是动载系数，对于性能系数0j f =的汽车(一般货车，越野车，矿用汽车)一般取动载系数1d K =

K 为液力变矩器变矩系数，取1K =

max e T 是发动机的最大转矩，已知max 158e T N m =?

f i 是分动器传动比，1f i =

1i 为变速器的一档传动比，本次设计的载货汽车变速器一档传动比是17.31i = 0i 是主减速器传动比，本次设计的载货汽车采用双曲线齿轮，单级减速器，主减速器传动比0 6.33i =

n 是驱动桥数，1n =

η是从发动机到主减速器从动齿轮之间的传动效率，96η=%

代入式 （2-2）中，可得115817.311 6.330.967018.61

Ge T N m ??????=

=? （2）从动锥齿轮计算转矩Gs T

计算公式为： 22r Gs m m

G m r T i ?η??=

（2-3） 在上式中：Gs T 是计算转矩， 2m 是汽车在发出最大加速度时的后桥负荷转移系数，一般乘用车为1.2～1.4，货车为1.1～1.2，此处2m 取1.1。

2G 是满载状态下一个驱动桥上的静负荷，

对于42?式载货汽车，为了保证其在泥泞路面上的通行能力，提高在地面上的驱动能力，常将满载时前轴负荷控制在总轴荷的26%～27%之间，故2929007367817G N =?%=

m i 是主减速器从动锥齿轮到车轮间的传动比，已知为 3.125m i =。

m η是主减速器从动齿轮到车轮间的传动效率，当无轮边减速器时，1m η=

?是轮胎与地面间的附着系数，对一般轮胎的公路用车，可取0.85?=

r r 是轮胎的滚动半径，查表可以得到0.398r r m =。

代入公式（2-3），得67817 1.10.850.3988075.83.1251Gs T N m ???=

=?? 因为 T T Ge Gs >，取m N T T T T Ge Ge Gs d ?===6.7018),min(

将以上数据代入式（2-1）中，得：

2.751.7b R mm ==

将b R 圆整后得到：b R =54mm,锥齿轮的节锥距0A 一般稍微小于b R ，可以取 0A =（0.98～0.99)b R =（52.92～53.46)mm

所以预选取其节锥距0A =53mm

3.行星齿轮与半轴齿轮的设计和选择

（1）行星齿轮和半轴齿轮齿数的确定

为了使齿轮有较高的强度，希望取较大的模数，因此行星齿轮的齿数1Z 应该尽可能少，但一般不少于10，半轴齿轮的齿数2Z 一般采用14～25之间。汽车半轴齿轮与行星齿轮的齿数之比大多在1.5～2的范围内。

为了使四个行星齿轮能同时与两个半轴齿轮啮合，两个半轴齿轮的齿数和必须能被行星齿轮数整除，否则差速器齿轮不能装配。 综上所述，即=12Z Z 1.5～2 （2-4）

22L R Z Z I n += （2-5） 上式中：

1Z 是差速器行星齿轮的齿数，2Z 是差速器半轴齿轮的齿数，

2L Z 和2R Z 分别是差速器左、右半轴齿轮的齿数，对于对称式锥齿轮差速器来说，22L R Z Z =

n 是行星齿轮的数目，已知4n =

I 是任意整数

根据上述要求可在此取1210,18Z Z ==满足以上要求。

（2）差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定

<1>初步确定行星齿轮节锥角1γ和半轴齿轮节锥角2γ，利用公式：

=1γo Z Z 1.22)1810arctan()arctan(

21== o Z Z 9.67)10

18arctan()arctan(122===γ （2-6） <2>确定圆锥齿轮大端端面模数m ，使用公式：

()()0110222/sin 2/sin 5.14m A Z A Z mm γγ=== （2-7）

大端端面模数m 按圆锥齿轮的标准模数系列选取，查表得mm m 5.5=

<3>确定行星轮和半轴齿轮的节圆直径，利用以下公式计算：

55105.511=?==mZ d mm （2-8）

99185.5d 22=?==mZ mm

4.计算和选取压力角α

汽车锥齿轮式差速器的齿轮目前大都采用22.5?的压力角，齿高系数为0.8。行星齿轮的最小齿数可减少到1Z =10个，并且在行星齿轮齿顶不变尖的情况下，还可以加大半轴齿轮的齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮的强度趋于相当。由于这种齿形的最小齿数比压力角为20?的少，在此可以选22.5?的压力角。

5.行星齿轮安装孔的孔径d 和孔长度L 的确定

行星齿轮安装孔的长度L 就是行星齿轮在其轴上的支承长度行，而星齿轮安装孔的孔径d 与行星齿轮轴的名义尺寸是相同的，我们通常取：

1.1L d = （2-9）

行星齿轮安装孔的孔长度L 和孔径d 的选择要保证挤压强度要求，挤压强度要求的公式为：

[]310d c c d T r n L d δδ=?≤??? （2-10） 即[]

310d d c T d r n L δ≥???? 由上面各式可以得到：

d ≥ （2-11） 在上式中：已知d T 是差速器的计算转矩，7018.6d T N m =?

2d '为半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而220.8d d '≈

d r 是行星齿轮轴孔中心到节锥顶点的长度，约为半轴齿轮齿面宽中点处平均直径的一半，即20.5d r d '≈，0.579.239.6d r mm =?=

n 是行星齿轮数目，已知4n =

[]c δ是许用挤压应力，取[]298/c N mm δ=

d 是行星齿轮安装孔的孔径，L 是行星齿轮安装孔的长度。

将上述各计算结果代入式（2-11）中，可以得到d ：

20.27d mm ≥= 取d=22mm 。

2.3 锥齿轮式差速器齿轮的几何计算图表

序号

名称 符号 计算公式 计算结果 1 锥齿轮行星齿轮

齿 数 1z 10z 1≥应尽量取最小值 1z =10

2 半轴齿轮齿数 2z 2z =14～25,且需满足式

（2-4）（2-5） 2z =18

3

模 数 m 公式（2-7） m=5.5mm 4 齿 面 宽 b b=(0.25～0.30)A 0;

b ≤10m mm b 74.14=

5

工 作 齿 高 h g m h g 6.1= g h =8.8mm 6

全 齿 高 h 051.0788.1+=m h 9.885 7

压 力 角 α ?=5.22α 8

轴 交 角 ∑ ∑=90° ∑=90° 9 节 圆 直 径 d 11mz d = 22mz d =

581=d

822=d

表2.1 锥齿轮式差速器几何计算图表[8]

10 节 锥 角 γ 21

1arctan z z =γ1290γγ-?=

o

1.221=γ?=9.672γ 11 节 锥 距 0A 2

2110sin 2sin 2γγd d A == 0A =53mm 序号

名称 符号 计算公式 计算结果

12 齿 顶 高 a h 21a g a h h h -=m z z h a ??????????????? ??+=212237.043.0 1a h =5.81mm 2a h =2.99mm

13 齿 根 高 f h 1f h =1.788m -1a h 2f h =1.788m -2a h

1f h =4.024mm

; 2f h =6.844m

m

14 齿顶圆直径 a d 1111cos 2γa o h d d +=；

22202cos 2γa h d d += 16.6501=d mm 2.912=d mm

15 齿根圆直径 f d

=1f d 49.99m

m

=2d f 75.16m

表2.1 锥齿轮式差速器几何计算图表（续）

2.4 锥齿轮式差速器齿轮材料的选择

锥齿轮式差速器齿轮材料应满足以下要求：第一，具有较高的弯曲疲劳强度；第二，钢材的锻造性能，切削性能及热处理性能应该比较好，热处理变形要小或变形规律要容易控制；第三，在轮齿芯部应该具有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断；第四，选择齿轮材料要适应我国的实际情况，少用镍铬等贵重合金钢，选用锰、钒、硼、钛、鉬、硅等元素的合金钢[11]。

汽车的锥齿轮式差速器齿轮基本上都用渗碳合金钢来加以制造，用于制造差速器齿轮的材料大多有18CrMnTi ，40Cr ，22CrMnMo 和20CrMo 等几种。为了减少镍铬等元素的消耗，在最近几年我国采用了许多新型材料有20MnVB 和20MnTiB 两种。渗碳合金钢的优点有耐磨性，表面硬和抗压性高，而芯部较软，耐冲击，韧性好。因此这种材料可以完全满足齿轮工作的要求。另外，由于钢本身的含碳量比较低，价格低廉，它们的锻造及切削性能都比较好[12]。

因此，汽车差速器齿轮的材料大都选择40Cr 的渗碳合金钢。所以我也是选用以40Cr 的渗碳合金钢为材料。查机械设计手册得40Cr 弯曲应力极限b σ=980Mpa ，屈服极限为785Mpa ，半轴剪切应力查表[]τ=588Mpa 。十字轴的常用材料主要有碳素钢和合金钢。碳素钢非常的价廉，而且对应力集中敏感性比合金钢还要低，应用较为广泛，对非常重要、精度要求高的十字轴或者承受较大的轴，宜选用35、40、45和50等优质碳素钢，其中以45钢最为常用。所以此次选用的十字轴的材料为45钢，m

16

分度圆齿厚 s 2m s π= S=8.64mm 17 齿 侧 间 隙 B B =0.245～0.330 mm

B=0.270mm

45钢强度极限b σ=600Mpa ，屈服极限s σ=355，弯曲疲劳强度2601-=σMpa ；半轴花键也是选用40Cr ，许用压力[]p =80Mpa 。

2.5 差速器齿轮的强度计算

差速器的行星齿轮和半轴齿轮一直是处于啮合的状态，但是它们并不是一直处于相对转动状态，只有在左右车轮转速不相等的时候才会发生相对转动。而在载货汽车正常行驶的过程中，这种情况还是相对较少的[9]。因此，这些齿轮齿面的接触疲劳的破坏一般并不会发生，主要是轮齿弯曲破坏的问题。在汽车设计中只要进行轮齿弯曲强度计算就可以了，轮齿弯曲应力公式为

322210s m w v T K K K m b d J n

δ???=????? （2-9） 上式中：w δ是弯曲应力，单位：2/N mm

T 是半轴齿轮的计算转矩为，0.60.67018.64211.16d T T N m ==?=?

s K 是齿根弯曲强度和齿面接触强度的尺寸系数，s K 它反映了材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等因素都有关，当 1.6m mm ≥时，()

0.25/25.4s K m =，所以可得： 0.255.50.68225.4s K ??== ???

m K 是齿面载荷分配系数，跨置式m K =1～1.1；悬臂式m K =1.1～1.25，此处取m K =1。

v K 是质量系数，与齿轮精度及齿轮分度圆上的切线速度对齿间载荷的影响有关，当接触好、周节及同心度准确时，取v K =1。

2b 是半轴齿轮的齿宽，215b mm =

m 是差速器行星齿轮和半轴齿轮的模数，5.5m =。

2d 是半轴齿轮的大端分度圆直径，2d =82.4mm 。

J 是综合系数，查机械手册可得J 可取0.2253。

n 是行星齿轮的数目，已知n=4。

代入公式（2-9）中，可得：

24211.160.68217809801 5.515990.22534

w MPa MPa δ???==

2.6 半轴直径的初选及强度计算

利用公式：[]

33)18.2~05.2(196.01000T T d =?=τ 式中d 为半轴直径；

[]τ半轴剪切应力查表[]τ=588Mpa 。

d=39.24～41.73mm ，取直径d=40mm ， 半轴扭转应力16d 1000T 3??=πτ==??16

40

14.310006.70183558Mpa<588Mpa ， 半轴扭转角1000TL 180?=p

GI πθ， 式中G 为材料剪切弹性模量，G 取80Gpa ；

L 为半轴长度，半轴长度范围在498mm ～1160mm,本设计为货车，需要有较宽的轮距，本设计选取L=1000mm ；

p I 为半轴横截面的惯性矩，p I ==?324014.34

2512004mm ； θ==?????251200

10008014.310006.70181800.02o <8o 半轴强度合格。 2.7 半轴花键的计算

标准渐开线的花键规定最小齿数为10齿，本次设计初选花键齿数为16，模数一般取2的花键。花键连接的主要失效形式是工作面被压溃或者是工作面被过度磨损，因此，静连接通常按照挤压应力进行强度校核，动连接则需要对工作面上的压力进行

条件性的强度校核。半轴和半轴齿轮为动连接，所以校核时只要对工作面压力进行校核就可以了。

花键动连接工作面压力p=m

zhld ?1000T 2?[]p < 式中?为载荷分配不均匀系数，与齿圈多少有关，一般取?=0.7～0.8，齿数多时取偏小值，此处取?=0.75；

z 为半轴花键的齿数，z=16；

l 为齿的工作长度，l =100mm ；

h 为花键齿侧面的工作高度，矩形花键，h =2

-D d ，此处D 为花键大径，d 为花键小径一般取h=m ，m 为模数，所以d=36mm ；

m d 为花键的平均直径，矩形花键取m d =2

D d +,m d =38mm ； []p 为花键连接的许用压力；[]p =80Mpa

2?p=m zhld ?1000T 2?=38

10021675.010006.70182??????=153.92Mpa ； p=76.96Mpa<[]p =80Mpa ；

由以上可知，本设计半轴花键是合格的。

2.8 十字轴的计算

由行星锥齿轮的内孔直径为22mm 可知十字轴的外径d=22mm ，为了减少惯性，十字轴最好做成空心的，为了满足内径的要求，必须满足弯扭合成强度条件=ca σW

T M 22+<[]1-σ， 其中抗弯截面系数W=)1(1.0)1(324343ββπ-≈-d d ；β=1d /d ；

所以1d

1-32210σd T M d +，查手册得[]1-σ=260Mpa ，其中，所受的弯矩M=T/4=1754.64Nm ；